减速器设计案例

1、设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计传动机构示意图H=图0-1机构运动示意图注：高速轴低速轴卷筒轴原始数据项目输送带工作拉力 F/N输送带工作速度 V(m s)滚筒直径D/mm每日工作时数h day传动工作年限 a参数2300400245注：传动不逆转载荷平稳，启动载荷为名义载荷的倍，输送带速度允许误差为土5%机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要 求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。考虑到设计要求6输出功率较小，要求不是很高，而带传动成本低廉，制造，安装，维护方便，在传递相 同扭矩

2、时，结构尺寸较其他形式简单，传动平稳，能缓冲吸振，噪声小，应用广泛。宜 布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取 传动方案时，采用带传动。第一章总体方案设计电动机的选型设计电动机功率的计算电动机的选型计算是依据工作机，即滚筒的功率所确定的，在计算中，要考虑各传动 级的传动效率，诸如滚筒的效率、联轴器的效率、轴承的效率、齿轮传动效率、齿轮搅 油效率和带传动效率然后用反推法，最终计算得电动机的功率。按工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机：1，2，3，4，5分别为V带，轴承，齿轮，联轴器，卷筒的效率， 即为整个系统总的设计效率。根据相关手册查的效率分别

3、为、1。3123450.96 0.9830.95 0.99 10.85F V1000 0.854.1KW60 1000 VD71.6r/ min带的传动比i124，齿轮传动比i235，总传动比i 620，则ndi nw(6 20) 71.6(429.6 1432)r/ min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，再根据计算出的容量，由机PdPw1000nw械设计基础（附录G电动机）查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比 较情况见下表。表 1-1 三种适用电动机技术参数及传动比万案电动机型号额定功率/KW电动机转速 r/min传动装置传动比同步转速满载转速

4、总传动比带减速器1Y132M2-610009602Y160M2-8750720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方 案1比较适合。 因此选定电动机型号为Y132M2-6,所选电动机的额定功率Ped= 5.5kw， 满载转速nm= 960r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选 电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。表 1-2 所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸中心高 H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132515 345 315216 1781238 8010 43传动比的分

5、配和各轴运动及动力参数计算（1）分配传动比，由ianm竺巴mn 13.4nw71.6r/min取i13.2 i24.19（注 i1为带传动比，i2为齿轮传动比）（2）计算传动装置和动力参数n1nm/i19603.2300r / minn2nJi2300 4.1971.6r/ min（3）各轴功率分配PPd11轴5.5 0.965.28kwRlpd12 35.5 0.96 0.98 0.95 4.92kwRlllPd12 3425.5 0.96 0.980.95 0.994.77kwT；9550丛nw9550 5.5/96057.71N m54.71 3.2 0.96168.01N mT|T1i

6、2 2 3168.01 4.19 0.98 0.95659.39N mT T2III II 245655.39 0.98 0.99 1635.86 N m各轴的转速，功率及转矩如下表表 1-3 各轴的转速，功率及转矩参数轴名电机轴I轴n轴川轴转速 r/mi n960300功率 KW转矩第二章V带传动设计3轴(4)各轴转矩分配3轴(卷筒轴)V带传动设计计算V带传动设计计算设计步骤如下表表 2-1 V 带传动设计计算计算项目计算内容计算结果轴的确定计算功率由式p带KAPd1.3 5.5 7.15kw由表 6-6 取KA1.3F带7.15kw选 V 型带型号根据p带和nw查图 6-9 选 B 型带B

7、 型带确定带由表 6-8 取小带轮直径ddl140mm传动比h 3.2dd1140mm轮直径大带轮直径dd2i1dd1140 3.2 448mm取dd2450mmdd2450mm由式vdd1nm/(60 1000)验算带速 v140 960/60 1000得到7.0m /sV13.6m/sVminVVmax所以合适初定带中心距由(dd1dd2) a。2(dd1dd2) 413mm a01180mm初定中心距a 960mma0960mm确定带基准长度2Ld02a ( /2)(dq dd2)(dd2dQ /4a。1920 926.7 25.03 2871mm查表 6-2 取Ld2870mmLd28

8、70mm实际中心距小带轮包a a0(Ld0Ld)/2960 (28002871)924mma924mma角1180(da?ddj/a 57.3 160.81160.81120合适由z p带/( Pipj K K|由ddi140mmv 7.0m/s确定带由表 6-3、6-4 得p12.096kwp10.303kwz 3的根数由表 6-8、6-2 得K 0.95 Kl1.05故z 7.15/(2.0960.303) 0.95 1.052.988 3由公式：F。500 (2.5 K ) p带/(k z v) q v2计算初查表 6-1q 0.17kg /mF0286.13N拉力F0500 (2.5

9、0.95) 7.15/(0.95 3 7) 0.17 72286.13N计算对由式Q 2 z F0sin(0/2)Q 1691N轴压力2 3 286.13 sin(160.8/ 2)1691NV带结构设计（略）第三章齿轮传动设计齿轮传动设计计算齿轮传动设计计算齿轮传动是依靠两轮齿之间直接接触的啮合传动，用以传动空间任意两轴间的运动 和动力，其传递速度可达300m/s,传递的功率可以从一瓦到十几万千瓦， 广泛应用与矿 山，冶金，建筑，化工，起重运输等机械中，是现代机械中用的最广泛的一种传动。与其它传动相比，齿轮传动具有一下特点。（1） 传动准确可靠。（2） 传动效率搞，工作寿命长。（3） 结构紧

10、凑，适用的功率和速度范围广。（4）成本较高，不适宜两轴中心距较大的传动。根据设计要求，小齿轮选用45号钢 调质250HBS大齿轮选用45号钢 正火210HBSF面将对齿轮进行强度校核的计算76.02mm计算项目计算内容计算结果轴的按齿面疲劳强度设计取小齿轮zi20则大齿轮z220 i2204.19u i04.19乙20z284确定d由表 7-16 选d1.11.1转矩 Ti前面已经计算出转矩 Ti168.01N.m确定载由表 7-11 取 K=荷系数许用接触应力由式HHLimZH/SH由图 7-23 查得610 MpaHLim2570 Mpa由表 7-15 知SH1.25(取较高可靠性)HLi

11、m2570Mpa故H1HLim1/ SH610/1.25 488 MpaH】2HLim 2/SH570/1.25 456 MpaTi168N.m由表 7-11 取 K=HLim 2570 MpaHLim 2570MpaH1488MpaH】2456Mpa分度圆直径d176376.02mmKT( 1)dH22168.01 (1 4.19) 10001.1 4.19 4562几何尺寸计算md1/ z176.02/203.8由表 7-1 取m 4mmd1m w4 20 80mmd2m z24 84 336mmb1dd11.1 80 88mm取b|88mm b280mmd180mm d2336 mmbi

12、 88mmb280mma 208mm校核齿根弯曲疲劳强度由式FFLim 1/ SF疲劳强度由图 7-2 查得FLim1450MpaFLim2430Mpa由表 7-15 查得SF1.25(取较高可靠性)FLim1450MpaFLim2430MpaSF1.25a (d1d2) / 2208mm许用弯曲应力F1FLim1/SF450/1.25 360MpaF2FLim 2/ SF430/1.25 344Mpa360 Mpa344 Mpa齿形系数和应力集中系数YF12.54 YS11.63 YF22.20隹21.88弯曲疲劳强度校核2K|T|YFJYSI2 1.1 1.68 1052.54 1.63满

13、足强度要求F1m2|z183 2.523098.3MpaF1F1|YF4YS298.3 2.2 1.88r nF2 i *98.3lVipaF2丫尸恥2.54 1.63齿轮圆周速度v|djn /(6 1 03)75 300/(60 1 03) 1.18m/s由表 7-10 可知，选 9 级精度合适。1.18m/s齿轮结构设计计算根据齿轮传动的强度计算，可以得到齿轮的主要参数和尺寸。而齿轮的结构形式和 齿轮的轮毂、轮辐、轮缘等部分的尺寸，则由齿轮的结构来确定。小齿轮我们将在第五 章，高速轴的结构设计给予详细的介绍。图 3-1 低速轴齿轮结构的示意图表 3-2 齿轮传动的主要参数和尺寸名称代号计算

14、公式（依据）结果模数m由齿轮强度疋5mm齿数乙r p夹 占 a-r民口l-f-_u r “20Z2齿数的确疋跟传动比有关84压力角2020分度圆直径did1mzi80mmd2d2mz2336mm齿顶圆直径daldaim(zi2)88mmda2da2口亿2)344mm齿根圆直径df 1df1m(z 2.5)70mmdf 2df2m(z22.5)326mmm4mZ84d加h*1萨也?GBL009跚w#a2C8mmFt技术要求L选用4冏钢，ibtitB崔齿OTWBS210盅未注明囲角R1Q虬清除毛刺标准中心距ad1d2a122208mm齿宽b2一般比b188mm小5# 1080mm大齿轮采用腹板式结

15、构（见图，此种齿轮常用锻钢制造，也可采用铸造毛坯, 其结构尺寸计算如下表表3-3大齿轮结构尺寸代号结构尺寸计算公式结果dada500mmda344mmd；d；0.5(d。dg)d1206mmdkdk0.25(ddg)dk50mmd。doda10mado304mmdgdg1.6dhdg106mmcc 0.3bc 20mmLL 1.3 dhL 84mm第四章 低速轴的设计计算低速轴的结构设计低速轴的结构设计设计要求和条件，前面已经计算给出具体为p24.92kw， n271.6r/mind2336 mm 20（1）选材：选用45号钢，正火处理。查表11-5取A=113,查表11-1和11-9得b 6

16、00Mpa1b55Mpa3（2）估算最小值：d113噸647mm由于轴头有一个键槽的存在，故放大5% d 50mm（3）轴的结构设计1）确定轴上零件的布置和固定方式。为了满足轴向零件的定位，应将轴设计成为阶梯轴， 按转矩T 655.62N m， 从手册查用TL8型弹性套柱销联轴器， 半联轴器的 孔径为50mm，半联轴器长L 112mm。要满足半联轴器的轴向定位要求，在外伸轴 头左端需制出一轴肩，故取靠近右端轴头的轴身直径为57 mm，右端有轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为60mm，因为半联轴器的长度为L 112mm，而半联轴器与 轴头配合部分的长度为84mm，由于是单级齿轮联轴器，因此可将

17、齿轮布置在箱体的中 央，轴承对称布置在两侧。齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和优先选用的过盈配合H7/p6实现轴向固定，齿轮轴头有装配锥度。两端轴承分别轴肩和套 筒实现轴向定位，以过度配合k6实现轴向固定。整个轴系（包括轴承）以两端轴承盖 实现轴向固定。联轴器以轴肩、平键联接和优先选用的过度配合H 7 / p6实现轴向固定和周向固定。轴的结构草图如图4-12） 确定轴的各段直径，外伸端直径50mm，联轴器定位轴肩高，通过轴承端盖的 轴身直径d 57mm，按题意,这里选用6212型轴承，轴颈直径为60mm，查国家标准GB/T276，轴肩高hmin4.5mm；所以轴肩和套筒外径为69

18、mm，圆角r 1mm；取 齿轮轴头直径为66mm；定位轴环高度h 5mm，于是轴环直径为75mm；其余圆角均 为r 1.5mm。3） 确定轴的各段长度。轮毂长为84mm，因此取轴头直径长度为82mm，轴承对 称地置于齿轮两侧，查手册轴承的宽度为22mm，轴径长度与轴承宽度相等为22mm。齿轮两端与箱体内壁间的距离各取21mm，以便容纳轴环和套筒，这样就可以定出跨距 为144mm。按箱体结构需要，轴身伸出端的长度为33mm，为安装联轴器预留空间位置。 半联轴器与轴头配合部分的长度为84mm，但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而 不是压在轴的端面上，轴头长度应比半联轴器的配合长度略段， 取75m

19、m为联轴器的轴 头长度图 4-1低速轴的结构示意图低速轴的校核计算传动轴的强度校核，主要依据是危险截面上最大扭转切应力不大于许用切应力在计算中按照式d A3匹初步估算轴的直径。此外轴的直径可凭设计者的经验取。例如，V P2在一般减速器中高速输入轴的直径可按与其相连的电动机的轴的直径D估算；低速轴输出直径可按中心距 a 估算 d (0.30.4)a(1)列表计算计算项目计算内容计算结果绘轴的空间受力图 从动齿轮上的转矩 轴上作用的转矩从动齿轮上的受力：周向力径向力参见图T 659N m故作用在轴上的转矩为T T 659N mFt22T /d22 655/0.3364094 NFr2Ft2tana

20、n4094 tan201490N参见图 4-1T 659N|mFt24094NFr21490NRHARHBFt2/24094/22047NRVARVBFr2/21490/2745 N绘出H平面内的弯矩图。由图中看出最大弯矩发生 在C所在截面上，其值为MHCRHAL/2147 N绘出V平面内的弯矩图。由图中看出最大弯矩也发 生在C所在截面上，其值为MVCR/BL / 254 N绘制合成弯矩图绘制合成弯矩图如图所示由于在H平面和V平面内的弯矩图均在C所在截面 上到达最大，所以将C截面左右两侧的弯矩进行合成得 到Me(MVC)2(MHC)22157N绘制当量弯矩图绘制当量弯矩图的方法与绘制合成于要求

21、减速器能正常反转，因而可认为转矩是对称循环 变化的转矩，所以1。由此得到Meqc(Me)2( T)21/2402N|m由式(11-43 )算得,/Meqc1000J402 1000 cd - . - 42mm科0.1 1bV 0.1 55在C处有一个键槽，所以要将轴放大5%，即d 44.1mm，此处轴径为66mm，强度足够表4-1低速轴的强度校核计算(2)绘制低速轴的受力图、水平面弯矩图、竖直面弯矩图、合成弯矩图，转矩图,当量弯矩图1低速轴的受力图险截面处于中点C，因此，必须对C截面进行验算。H平面(Ay平面)支座反力V平面(Axz平面) 支座反力计算H平面内的弯矩计算V平面内的弯 矩计算合成

22、弯矩RHA2047NRHB2047NRVA745NR/B745NMHC147NMVC54NMe157NMeqc402 Nm强度足够弯矩图的方法相似，省略由绘制的当量弯矩图可知，危计算当量弯矩2水平方向受力图3竖直方向受力图竖直面弯矩图水平面弯矩图- o6合成弯矩图7转矩图T-659M.T8当量弯矩图Meo(-402N_ni第五章高速轴设计计算高速轴的结构设计高速轴的结构设计（1）轴的材料及热处理方法。选用45号钢，调质处理。查表得抗拉强度为b650Mpa ;查表11-9得许用弯曲应力1b60Mpa（2）按扭转强度估算最小直径。由前面已经算出高速轴齿轮的转矩T 168N m0P 4.92kw。查

23、表取A 112，计算 得 应一鳥4.92 1000 d3H2112338.5mmQ n V300考虑到轴外伸端和联轴器连接，故将轴径放大5%即d 40mm。由于轴头连接处为联 轴器，为了使所选轴的直径与联轴器的孔相适应，故同时选择联轴器。（3）轴的结构设计 确定轴上零件的布置和固定方式。为了满足轴向零件的定位，应将轴设计成为阶梯轴。按转矩T 168N m。从手册查用TL6型弹性套柱销联轴器，半径联轴器的孔径为40mm,半联轴器长L 82mm。要 满足半联轴器的轴向定位要求，在外伸轴头左端应再制出一轴肩，并取轴头直径为40mm。故取靠近右端轴头轴身直径为50mm。因为半联轴器的长度为82mm，而

24、半 联轴器与轴头配合部分的长度为60mm，为了保证轴端两端只压在半联轴器上， 应将轴 头长度取短一些，现去该轴头长度为55mm。由于是单级齿轮联轴器，因此，可将齿轮 布置在箱体中央，轴承对称布置在两侧。两端轴承以过度配合K6实现周向固定。确定各段轴的直径。外伸端直径为40mm，联轴器定位轴肩高，靠近轴承端直径取50mm。齿轮轴的最大直径即齿顶圆直径，为88mm(3)确定轴的各段长度。轮毂长为88mm,因此取轴头直径长度为82mm,轴承 对称地置于齿轮两侧，查手册轴承的宽度为18mm，轴径长度与轴承宽度相等为18mm。齿轮两端与箱体内壁间的距离各取14mm，以便容纳轴环和套筒，这样就可以定出跨距

25、 为140mm。按箱体结构需要,轴身伸出端的长度为31mm，为安装联轴器预留空间位置。半联轴器与轴头配合部分的长度为60mm，但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上， 而 不是压在轴的端面上，轴头长度应比半联轴器的配合长度略段， 取82mm为联轴器的轴头长度。图 5-1 高速轴的结构示意图高速轴的强度校核计算(略)btJst第6章箱体结构设计箱体设计的基本原则是：箱体要有足够的刚度 箱体要有可靠的密封和便于传动的润滑箱体要有良好的结构工艺型为了使结构紧凑，重量较轻，采用整体式箱体，材料为HL150表6-1铸铁箱体主要结构尺寸名 称符号尺寸关系箱座壁厚12mm箱盖壁厚112mm箱盖凸缘厚度b10mm

26、箱座凸缘厚度b10mm箱座底凸缘厚度b225mm地角螺钉直径df18mm地角螺钉数目n4盖与座连接螺栓直径d216mm连接螺栓 d2 间距l204mm检查孔盖螺钉直径ds3mm定位销直径d10mmdf、d2 至箱壁距离G51mm 38mmdf、d2 至突边缘距离C215mm 20mm轴承旁突台半径R150mm 140mm突台高度h10mm外箱壁至轴承座端面距离li45mm齿顶圆与内箱壁距离i8mm齿轮端面与箱壁距离221mm箱盖、箱座筋厚m1m10mm轴承端盖外径D2130mm 114mmUKIP图 6-1图箱体结构示图 6-2 减意速器总装示轴承端盖的设计图 6-3 箱座吊耳及箱盖图 6-4 箱座吊钩结构示意图第7章其它零件设计轴承端盖的设计图 7-1 轴承端盖结构示意图轴承的选用考虑到减速器转速较小，承受的载荷低，整个减速器呈对称布置。而深沟球轴承旋转精度和极限转速较高，不仅能承受较高的径向载荷，而且也能承受